【文章內(nèi)容簡介】 　　齒輪1齒厚上偏差 JDU1=F　　齒輪1齒厚下偏差 JDD1=L　　齒輪2第Ⅰ組精度 JD21=7　　齒輪2第Ⅱ組精度 JD22=7　　齒輪2第Ⅲ組精度 JD23=7　　齒輪2齒厚上偏差 JDU2=F　　齒輪2齒厚下偏差 JDD2=L齒輪基本參數(shù)　　模數(shù)(法面模數(shù)) Mn=22(2)(mm)　　端面模數(shù) Mt=(mm)　　螺旋角 β=14(度)　　基圓柱螺旋角 βb=(度)　　齒輪1齒數(shù) Z1=14　　齒輪1變位系數(shù) X1=　　齒輪1齒寬 B1=295(mm)　　齒輪1齒寬系數(shù) Φd1=　　齒輪2齒數(shù) Z2=84　　齒輪2變位系數(shù) X2=　　齒輪2齒寬 B2=295(mm)　　齒輪2齒寬系數(shù) Φd2=　　總變位系數(shù) Xsum=　　標準中心距 A0=(mm)　　實際中心距 A=(mm)　　中心距變動系數(shù) yt=　　齒高變動系數(shù) △yt=　　齒數(shù)比 U=　　端面重合度 εα=　　縱向重合度 εβ=　　總重合度 ε=　　齒輪1分度圓直徑 d1=(mm)　　齒輪1齒頂圓直徑 da1=(mm)　　齒輪1齒根圓直徑 df1=(mm)　　齒輪1基圓直徑 db1=(mm)　　齒輪1齒頂高 ha1=(mm)　　齒輪1齒根高 hf1=(mm)　　齒輪1全齒高 h1=(mm)　　齒輪1齒頂壓力角 αat1=(度)　　齒輪2分度圓直徑 d2=(mm)　　齒輪2齒頂圓直徑 da2=(mm)　　齒輪2齒根圓直徑 df2=(mm)　　齒輪2基圓直徑 db2=(mm)　　齒輪2齒頂高 ha2=(mm)　　齒輪2齒根高 hf2=(mm)　　齒輪2全齒高 h2=(mm)　　齒輪2齒頂壓力角 αat2=(度)　　齒輪1分度圓弦齒厚 sh1=(mm)　　齒輪1分度圓弦齒高 hh1=(mm)　　齒輪1固定弦齒厚 sch1=(mm)　　齒輪1固定弦齒高 hch1=(mm)　　齒輪1公法線跨齒數(shù) K1=2　　齒輪1公法線長度 Wk1=(mm)　　齒輪2分度圓弦齒厚 sh2=(mm)　　齒輪2分度圓弦齒高 hh2=(mm)　　齒輪2固定弦齒厚 sch2=(mm)　　齒輪2固定弦齒高 hch2=(mm)　　齒輪2公法線跨齒數(shù) K2=11　　齒輪2公法線長度 Wk2=(mm)　　齒頂高系數(shù) ha*=　　頂隙系數(shù) c*=　　壓力角 α*=20(度)　　端面齒頂高系數(shù) ha*t=　　端面頂隙系數(shù) c*t=　　端面壓力角 α*t=(度)　　端面嚙合角 αt39。=(度)檢查項目參數(shù)　　齒輪1齒距累積公差 Fp1=　　齒輪1齒圈徑向跳動公差 Fr1=　　齒輪1公法線長度變動公差 Fw1=　　齒輪1齒距極限偏差 fpt(177。)1=　　齒輪1齒形公差 ff1=　　齒輪1一齒切向綜合公差 fi39。1=　　齒輪1一齒徑向綜合公差 fi39。39。1=　　齒輪1齒向公差 Fβ1=　　齒輪1切向綜合公差 Fi39。1=　　齒輪1徑向綜合公差 Fi39。39。1=　　齒輪1基節(jié)極限偏差 fpb(177。)1=　　齒輪1螺旋線波度公差 ffβ1=　　齒輪1軸向齒距極限偏差 Fpx(177。)1=　　齒輪1齒向公差 Fb1=　　齒輪1x方向軸向平行度公差 fx1=　　齒輪1y方向軸向平行度公差 fy1=　　齒輪1齒厚上偏差 Eup1=　　齒輪1齒厚下偏差 Edn1=　　齒輪2齒距累積公差 Fp2=　　齒輪2齒圈徑向跳動公差 Fr2=　　齒輪2公法線長度變動公差 Fw2=　　齒輪2齒距極限偏差 fpt(177。)2=　　齒輪2齒形公差 ff2=　　齒輪2一齒切向綜合公差 fi39。2=　　齒輪2一齒徑向綜合公差 fi39。39。2=　　齒輪2齒向公差 Fβ2=　　齒輪2切向綜合公差 Fi39。2=　　齒輪2徑向綜合公差 Fi39。39。2=　　齒輪2基節(jié)極限偏差 fpb(177。)2=　　齒輪2螺旋線波度公差 ffβ2=　　齒輪2軸向齒距極限偏差 Fpx(177。)2=　　齒輪2齒向公差 Fb2=　　齒輪2x方向軸向平行度公差 fx2=　　齒輪2y方向軸向平行度公差 fy2=　　齒輪2齒厚上偏差 Eup2=　　齒輪2齒厚下偏差 Edn2=　　中心距極限偏差 fa(177。)=強度校核數(shù)據(jù)　　齒輪1接觸強度極限應力 σHlim1=(MPa)　　齒輪1抗彎疲勞基本值 σFE1=(MPa)　　齒輪1接觸疲勞強度許用值 [σH]1=(MPa)　　齒輪1彎曲疲勞強度許用值 [σF]1=(MPa)　　齒輪2接觸強度極限應力 σHlim2=(MPa)　　齒輪2抗彎疲勞基本值 σFE2=(MPa)　　齒輪2接觸疲勞強度許用值 [σH]2=(MPa)　　齒輪2彎曲疲勞強度許用值 [σF]2=(MPa)　　接觸強度用安全系數(shù) SHmin=　　彎曲強度用安全系數(shù) SFmin=　　接觸強度計算應力 σH=(MPa)　　接觸疲勞強度校核 σH≤[σH]=滿足　　齒輪1彎曲疲勞強度計算應力 σF1=(MPa)　　齒輪2彎曲疲勞強度計算應力 σF2=(MPa)　　齒輪1彎曲疲勞強度校核 σF1≤[σF]1=滿足　　齒輪2彎曲疲勞強度校核 σF2≤[σF]2=滿足強度校核相關系數(shù)　　齒形做特殊處理 Zps=特殊處理　　齒面經(jīng)表面硬化 Zas=表面硬化　　齒形 Zp=一般　　潤滑油粘度 V50=120(mm^2/s)　　有一定量點饋 Us=不允許　　小齒輪齒面粗糙度 Z1R=Rz≤6μm(Ra≤1μm)　　載荷類型 Wtype=靜強度　　齒根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm (Ra≤)　　刀具基本輪廓尺寸 　　圓周力 Ft=(N)　　齒輪線速度 V=(m/s)　　使用系數(shù) Ka=　　動載系數(shù) Kv=　　齒向載荷分布系數(shù) KHβ=　　綜合變形對載荷分布的影響 Kβs=　　安裝精度對載荷分布的影響 Kβm=　　齒間載荷分布系數(shù) KHα=　　節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh=　　材料的彈性系數(shù) ZE=　　接觸強度重合度系數(shù) Zε=　　接觸強度螺旋角系數(shù) Zβ=　　重合、螺旋角系數(shù) Zεβ=　　接觸疲勞壽命系數(shù) Zn=　　潤滑油膜影響系數(shù) Zlvr=　　工作硬化系數(shù) Zw=　　接觸強度尺寸系數(shù) Zx=　　齒向載荷分布系數(shù) KFβ=　　齒間載荷分布系數(shù) KFα=　　抗彎強度重合度系數(shù) Yε=　　抗彎強度螺旋角系數(shù) Yβ=　　抗彎強度重合、螺旋角系數(shù) Yεβ=　　壽命系數(shù) Yn=　　齒根圓角敏感系數(shù) Ydr=　　齒根表面狀況系數(shù) Yrr=　　尺寸系數(shù) Yx=　　齒輪1復合齒形系數(shù) Yfs1=　　齒輪1應力校正系數(shù) Ysa1=　　齒輪2復合齒形系數(shù) Yfs2=齒輪2應力校正系數(shù) Ysa2=第三章 曲柄滑塊的運動分析及受力分析第1節(jié) 曲柄滑塊的運動分析 通用曲柄壓力機的工作機構(gòu)一般都是采用曲柄滑塊機構(gòu)，它的運動簡圖如下所示：因為大多數(shù)的壓力機都采用結(jié)點正偏，所以本設計說明書中只考慮結(jié)點正偏的情況。結(jié)點正偏的曲柄滑塊機構(gòu)的運動關系計算簡圖如下：，對于通用壓力機，~，所以上式可化簡為整理后：其中 s是滑塊行程，從下死點算起 是連桿系數(shù) 是曲柄轉(zhuǎn)角，從下死點算起，與曲柄轉(zhuǎn)角方向相反為正 R是曲柄半徑 L是連桿長度（當連桿可調(diào)時，以最短時數(shù)值為準）滑塊的位移與曲柄轉(zhuǎn)角關系已經(jīng)求出，所以將位移對時間求導，就可以得出滑塊的速度v其中所以，其中 v是滑塊速度 是曲柄角速度有附錄，源于《曲柄壓力機》而所以其中 n是曲柄的每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)，就是滑塊每分鐘的行程次數(shù)其中的數(shù)值都可以在上面的《曲柄壓力機》的附錄中找到?；瑝K的加速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關系其中a是滑塊的加速度第2節(jié) 曲柄滑塊機構(gòu)的受力分析因為大多數(shù)的曲柄滑塊機構(gòu)都是用結(jié)點正偏，所以還是只考慮結(jié)點正偏的曲柄滑塊結(jié)構(gòu)，首先是確定機構(gòu)中主要零件的受力情況 。上圖為結(jié)點正偏的曲柄滑塊的受力簡圖?；瑝K上受到工件變形的抗力P的作用，在忽略摩擦力的情況下，P力由連桿上給予滑塊的作用力及導軌給予滑塊上的反作用力N相平衡 由上面的推導 ，若，當時。當時，在通常情況下，尤其是對通用壓力機，所以遠小于。因為較小，所以可以任務1，所以 然后，進行曲軸上的受力分析，如下圖：又因為 所以又因為所以 以上計算都是在理想狀態(tài)下，即忽略摩擦力的情況時計算的曲軸上的扭矩。從上面的公式可以知道，雖然受到的工件變形力P一定，但是曲軸受到的扭矩隨曲柄轉(zhuǎn)角變化而變化，越大，越大。 但是在實際的壓力機中，摩擦力所導致的摩擦扭矩是很大的，不可以忽略的，所以下面討論一下摩擦力的來源：（1） 滑塊導軌面的摩擦力。其大小為： （2） 曲軸支承頸和軸承之間的摩擦。軸旋轉(zhuǎn)時，軸承對軸頸的摩擦力分布在軸頸工作表面上，這些摩擦力對軸頸中心形成與軸頸旋轉(zhuǎn)方向相反的阻力矩。大小為（3） 曲柄軸頸和連桿大端軸承之間的摩擦。大小為（4） 連桿銷和連桿小端軸承之間的摩擦。大小為第四章 連桿及封閉高度調(diào)節(jié)裝置 第1節(jié) 曲軸的設計 因為連桿部分的數(shù)據(jù)和曲軸的數(shù)據(jù)相關，所以在此對曲軸進行設計。 在曲柄壓力機中，常見的曲軸型式有三種：曲軸、曲拐軸和偏心軸。在曲軸的設計中，首先根據(jù)經(jīng)驗公式?jīng)Q定曲軸的有關尺寸，然后在根據(jù)理論公式進行校核。因為曲軸的使用壽命和許用應力等性能都很優(yōu)越，所用在此選用曲軸。經(jīng)驗公式表如下：支承頸直徑曲軸各部分尺寸名稱代號經(jīng)驗公式曲柄頸直徑（~）支承頸長度（~）曲柄兩臂外側(cè)面間的長度（~）曲軸頸長度（~）圓角半徑（~）曲柄臂的寬度（或直徑）（~）公稱壓力為250噸經(jīng)過計算取定數(shù)值如下：曲軸強度的計算： 曲軸的計算方法很多，但是有些計算方法與真實值有誤差，比如簡支梁法比真實值大50%，彈性基礎梁法比真實值大100%。所以經(jīng)過比較最終決定選用一種日本的計算方法，其計算值與真實值之間誤差較小。 首先對載荷進行簡化：齒輪對周的作用力比